实用微型客车后驱动桥后悬架设计

1第一章前言在日本，欧洲，南北美洲，微型汽车日益受到市场的青睐。当下世界各国都在实施节约能源的政策，在国际上微型汽车仅仅作为代步根据而不是权利和财富的象征，因此许多国家日益青睐微型汽车。微型汽车深受欢迎的原因1负担轻。2功能齐全，使用方便，空间也比较大。3价格低廉,很适合工薪阶层，即使在高速公路上也有不错的表现。4省油。5维修及其保养费用低。综上所述，微型汽车在世界范围内的受到的重视，尤其在我国，中国的微型车市场前景非常好，中国越来越多的人渴望拥有自己的私家车，但是由于中国的国情决定了好多人买的起车，保养不起车的尴尬局面。微型车的兴起满足了人们渴望车的要求。这次设计的是汽车的后驱动桥和后悬架。后驱动桥的主要零件设计主减速器，差速器，半轴，桥壳后悬架钢板弹簧，筒式减振器2第二章后驱动桥设计21驱动桥概述驱动桥处于传动系的末端，由主减速器，差速器，半轴和驱动桥壳等组成。其功用是1将万向传动装置传来的发动机转矩通过主减速器，差速器，半轴等传到驱动车轮，实现降速，增大转矩；2通过主减速器圆锥齿轮副改变转矩的传递方向；3通过差速器实现两侧车轮的差速作用，保证内外侧车轮以不同的转速转向。驱动桥分两大类断开式驱动桥和非断开式驱动桥。非断开式驱动桥整个驱动桥通过弹性悬架与车架连接，由于半轴套筒与主减速器是刚性连接为一体的，因而，两侧的半轴和驱动桥不可能在横向平面内作相对运动，故称为非断开式驱动桥，又名整体式驱动桥。断开式驱动桥为了提高汽车行驶平顺性和通过性，有些轿车和越野车全部或部分驱动桥采用了独立悬架，既将两侧的驱动轮分别用弹性悬架与车架相连，两轮可以彼此独立相对于车架上下跳动。与此相应，主减速器壳固定在车架上，驱动桥壳应制成分段并通过铰链连接，这种驱动桥为断开式驱动桥。驱动桥型式与整车有非常密切的关系。根据整车的通过性、平顺性以及操纵稳定性对悬架结构提出了要求，如悬架选择了合适的结构型式，而驱动桥的结构也必须与悬架相适应。因此，驱动桥的选型应从汽车的类型、使用条件和生产条件出发，并和其他各部件的结构型式与特性相适应，以保证汽车达到预期性能要求。22驱动桥结构形式及选择驱动桥的结构形式与整车有非常密切的关系。根据整车的通过性，平顺性以及操作稳定性对悬架结构提出了要求。如果选择合适的结构形式，那驱动桥的结构也必须与悬架的结构相适应。如想发挥独立悬架的优点，相应的采用断开式驱动桥，非断开式驱动桥则与非独立式悬架配合。因此，在选择驱动桥的结构形式时，应从所设计的汽车的类型及使用，生产条件出发，并和所设计的其他部件，3尤其的与悬架的结构形式与特征相适应，以保证整个汽车的预期性能的实现。由于此次设计中的车型为微型车，从行驶条件和开发成本和使用对象出发，若采用独立悬架，汽车的平顺性，操纵稳定性和通过性等方面都比非独立式的好，但其成本过高，结构复杂维修不便，费用高等缺点。相对而言非独立式悬架它有结构简单，制造工艺性好，成本低，可靠性高，维修调整容易等优点。非独立式悬架的经济性好于独立悬架。在此次设计中，由于微型车价格较低，讲究的实用性，故采用非独立悬架，即非独立悬架，即非独立式驱动桥，单级主减速器，准双曲面齿轮传动，普通对称圆锥齿轮式差速器，组合是桥壳。第三章主减速器的设计主减速器的结构型式，主要是根据其齿轮的类型，主动齿轮和从动齿轮的安4置方式以及减速型式的不同而异。主减速器齿轮的类型在现代汽车的驱动桥上，主减速器齿轮采用得最广泛的是“格里森”（GLEASON）制或“奥利康”（OERLIKON）制得螺旋锥齿轮和双曲面齿轮。螺旋锥齿轮，与主从动齿轮轴线相交于一点。交角可以是任意的，但是在大多数汽车上，主减速器齿轮副都采用90度交角布置。螺旋锥齿轮能承受大的负荷。双曲面齿轮，其主、从动出论轴线不相交而呈空间交叉。其空间交叉角也都采用90度。主动齿轮轴相对从动齿轮轴有向上或向下的偏移。双曲面齿轮传动的主动齿轮比螺旋锥齿轮的主动齿轮有更好的强度和更好的刚度和更大的直径。随偏移距的不同双曲面齿轮与接触应力相当的螺旋锥齿轮比较，负荷可提高到175。双曲面主动齿轮的螺旋角较大，则不产生根切的齿数越少，所以可选用较少的齿数，这有利于提高传动比。当要求传动比大而轮廓有限时，采用双曲面齿轮传动为宜，这对于传动比I4的传动尤其优越。详细DWG图纸三二1爸爸五四0六全套资料低拾10快起双曲面齿轮的偏移还有利于降低传动轴的高度,从而降低了车厢地板的高度,可使汽车重心降低,提高汽车的行使平顺性由上所述,本车采用准双曲面齿轮传动。31锥齿轮载荷的确定影响汽车驱动桥锥齿轮副合理设计的重要因素之一是合理的选择齿轮上所受的扭矩。计算驱动桥扭矩共有三种方法根据发动机的最大扭矩推算出从动齿轮5的扭矩；根据轮胎不打滑时的最大附着力矩来计算从日常工作载荷于正车性能出发来计算，这样的计算扭矩称为性能扭矩或日常行驶扭矩。用上述三种计算方法算出的从动锥齿轮载荷分别为1按发动机最大转矩TEMAX确定从动齿轮载荷TJETEMAXITLK0T/N（31）式中TEMAX发机最大转矩TEMAX52NMN驱动桥数目N1ITL由发动机至所计算的主减速器从动齿轮之间的传动系最低档传动比ITL20415T上述传动部分传动效率取T09K0离合器产生冲击载荷时超载系数K01TJE95546NM2按驱动轮打滑确定从动齿轮计算转矩TJG2RR/LBILB（32）G2满载时一个驱动轮上的静载荷系数G2770N轮胎与路面间的附着系数取075RR车轮的滚动半径RR0270MLBILB分别为所计算的主减速器从动齿轮到驱动车轮之间的传动效率和传动比TJ155925N3按日常行驶TJM确定从动齿轮载荷TJMRR/IN（33）TAGPHAFFLBG汽车满载总重，NG1400NAAG所牵引的挂车满载总重，仅用于牵引车辆；T道路滚动阻力系数，计算时轿车取00100015；001AFAF汽车正常使用时的平均爬坡能力系数；007HHF汽车或汽车列车的性能系数；0PFPF6TJM34832NM32主减速器准双曲面锥齿轮的几何尺寸计算表31圆弧齿轮双曲面齿轮的几何尺寸设计序号计算公式结果注释11Z7小齿轮齿数2239大齿轮齿数UZ123210170732齿数比的倒数4F35大齿轮齿面宽5E28小齿轮轴线偏移距62D140大齿轮分度圆直径7R1524刀盘半径817629TAN1370839611小轮螺旋角的预选值10321CO021538465111SIN097338057612021462R593954856大轮中点节圆半径7（13）125SIN00463825421（14）0CO0884629253齿轮偏置角初值（15）13941513349829小轮直径放大系数K（16）21001860894（17）16510R158951235小轮中点节圆半径（18）302或RT12轮齿收缩率（19）172913236147截距（20）95TAN009437240093558700893724（21）201）（1003985710040641003562（22）SIN008901750093445870089175（23）51107508895107小轮偏置角（24）1275SIN20395687704271260405925大轮偏置角8（25）2TAN0420435804184224704209854（26）25TAN10161530101601410278445（27）1COS098098760987715099033小轮节锥角初值（28）274SIN0423592039548041935（29）CO0897468270895219091223（30）28915TAN038324790390790403093（31）3028001063870009178001121（32）100166050009639001178（33）324SIN1020593110277134020956（34）TA045044160448432044047（35）TAN1）（）（240253003602438390254239（36）113928538148837149285389小齿9（37）1COS0920991470907163092099147轮节锥角（38）37SIN0413597203954950413597265（39）281ARCTG19920406188864801992040602（40）COS091468160932190914681622齿轮偏值角校正值（41）384015TANM113924994138019813832499491（42）153999522549099539995228（43）1COSM058135930591915505835939（44）394228079116272116272181（45）COSM086533410955218095518（46）2TAN0679192806697706998910（47）320CTG0282268602627480290937（48）279062277882311792533（49）SIN098791170990550908166（50）2CO019967840214740218608大轮节锥角2（51）37211MB16258266162560041770314（52）50233939198345235358540（53）21MB23665025256491484272438（54）492T53899518591983558584（55）3511406787454530901431546（56）5464TAN0007449880080576009388（57）0326401336（58）COS09972646099618099562极限压力角（59）51640005081100048860005956（60）2000012130000786000081极限曲11（61）541856410820503982566445（62）（）（）（61000723860008944900075296（63）（）（）（205900123321000928590011567（64）6341）（）（LR65496539665497520046率半径LR（65）RLN）（）（5864916366670731766731极限法（66）V）（）（657143183551321118156921（67）50310300373771060821026左栏用左边公式右栏用右边公式12（68）35174）（）（5377566270404729左栏用左边公式右栏用右边公式（69）左6740310637226（70）519169834206（71）7042535174919大轮节锥顶点到交叉点的距离（72）（）（4912603558大轮节点锥距（73）（）（6711358515大轮节锥距（74）73（72）1077867（75）2451KHMK438251146大轮平均工作（76）7603937932（77）459070896668（78）38（79）SIN061106772两侧轮齿压力角之和13（80）0278）（189999962（81）COS09238795（82）TAN04142135平均压力角（83）（）（82720525322884）（）（316D55786883双重收缩齿的大轮齿顶角和齿根角之和85H2A013大轮齿顶高系数86）（851F102大轮齿根高系数8772AMH056772649大轮中点齿顶高880586F445321616大轮中点齿根高89）（）（72ARCTN2706434526大轮齿顶角902SIA00297262391）（）（894J404940714大轮齿根角92SIN2F0143252499390748AEH078294873大轮齿顶高9422FE623809812大轮齿根高95C0571069512065顶隙96943TH69580128大轮全齿高9756K605102327大轮工作齿高982A809607大轮顶锥角1499SIN2A098845276100COS0159737671012F9148716769152102SINF044717760103COS2F0314891104CSCF033380648大轮根锥角105650932AED140285973大论大端齿顶圆直径10674188246107931062KEA1773131310898703172261091028742058314110OAA60844156大轮顶锥锥顶到轴交叉点的距离11110972OF11854066大轮根锥锥顶到轴交叉点的距离1121047264720952113SIN5F04329204114COS213F09085463工艺节锥的大轮节锥角F15115FTAN1430474697116SIA028672151172116RCTGA16465969118COS1A09596902119TAN02943396小轮顶锥角1A12010395202862521121421OAA157794174小轮面锥顶点到轴交叉点的距离122TAN）（左69738001450168啮合线和小轮节锥母线的夹角123COS；0808391530999061241239左）（）（224410138齿轮偏置角和的差1251COS67A）（）（729108506小轮齿顶角126右右8301900934127右右）（）（125100952438128右左687592878069129右）（）（1250097527951307410252148016131左12675913028650065816小轮轮冠到轴交叉点的距离1324127130121874231331329281KIA右67515253446小轮前轮冠到轴交叉点的距离1341328182637913550491AED47342833小轮大端齿顶圆直径136）（）（2761924118确定小轮根锥的大轮偏置角A137）（）（1365SINA04594281138A26252218139COS08922050140）（109526914101141）（3471OFA49110406小轮根锥顶点到轴交叉点的距离142SIN901F01474小轮根锥角143214）（）（ARCTGF805695243小齿轮根锥角144COS1F099878019145TANF00975279517146MINJ010480最小齿侧间隙允许值147AX015065813最大齿侧间隙允许值148904201613914996414832419567150）（）（4732IA49435116在节平面内大齿轮内锥距33主减速器准双曲面齿轮的强度校核主减速器准双曲面齿轮的强度计算主要有单位齿长上的圆周力、齿轮弯曲强度齿轮的接触强度的计算等。1单位齿长上的圆周力PFP按发动机最大扭矩计算时PTEMAXIG103/F75836NP1249N故符合要求。21D式中P单位齿长上的圆周力N/MMTEMAX发动机最大扭矩N/M；IG变速器档传动比；D1主动齿轮节圆直径MM；F动齿轮的齿面宽MM。2齿轮的弯曲强度计算W2103TJK0KSKM/KVFZM2J（34）式中TJ齿轮的计算转矩NM；K0超载系数，取K01KS尺寸系数KM载荷分配系数，取KM11018KV质量系数，对于汽车驱动桥齿轮，当齿轮接触良好、周节及径向跳动精度高时，可取KV1；Z计算齿轮的齿数；M端面模数MM；J计算弯曲应力用的综合系数。W35209700MPAW3齿轮的接触强度计算J23852800（35）1DCPFJK1TVFMS0JW式中T1J主动齿轮计算转矩NM；CP材料的弹性系数，D1主动齿轮的节圆直径MM；K0、KV、KM见上式说明；KS尺寸系数，可取KS1；KF表面质量系数，对于制造精密的齿轮可取KF1；J计算弯曲应力用的综合系数。第四章差速器设计41差速器机构方案分析根据汽车行驶运动学的要求和实际的车轮、道路以及他们之间的相互关系表明汽车在行驶过程中左右车轮在同一时间内所滚过的行程往往是有差别。例如，转弯时外侧车轮的行程总要比内侧的长。另外，即使汽车作直线行驶，也会由于左右车轮在同一时间内所滚过的路面垂向波形的不同，或由于左右车轮轮胎气压、轮胎负荷、胎面磨损程度的不同以及制造误差等因素引起左右车轮外径不同或滚动半径不相等而要求车轮行程不等。在左右车轮行程不等的情况下，如果采用一根整体的驱动车轮轴将动力传递给左右车轮，则会由于左右驱动车轮的转速虽相等而行程却又不相等的这一运动学上的矛盾，引起某一驱动车轮产生滑转或滑移。19此外，由于车轮与路面间尤其在转弯时有大的滑转或滑移，易使汽车在转向时失去抗侧滑的能力而使稳定性变坏。为了消除由于左右车轮在运动学上的不协调而产生的这些弊病，汽车左右驱动轮间都装有差速器。差速器保证了汽车驱动桥两侧车轮在行程不等时具有以不同速度旋转的特性，从而满足汽车行驶运动学的要求。在大部分的公路用车中，车轮间装有对称式锥齿轮差速器，它把扭矩大致平均分配给半轴，并允许车轮有相对转动。但是当一个车轮由于道路附着力不够而打滑时，这种锥齿轮差速器不能在两个车轮上充分的利用驱动扭矩，因为它有平均分配扭矩的特点，传给两个车轮总的最大扭矩不能大于道路附着条件差的打滑车轮上所发出的力矩的两倍。差速器的结构型式有多种，其主要的结构型式有对称式圆锥行星齿轮差数器、防滑差速器，防滑差速器又可分为自锁式和强制锁止式。对于农用运输车来说，由于路面状况一般，各驱动车轮与路面的附着系数变化小，因此采用结构简单、工作平稳、制造方便、造价又低的对称式圆锥行星齿轮差速器。42差速器齿轮参数的设计计算1球面半径/由经验公式BR/B3DTK其中行星齿轮的球面半径系数，2530，取26BKBK差速器计算转矩取TCS和TCE两者中较小值95546DDT/262BR3D2锥齿轮的节锥距A0A0（098099）289MMBR3行星齿轮齿数Z1和半轴齿数齿数Z2取Z110Z218表41汽车差速器直齿锥齿轮的几何计算序号项目计算公式1行星齿轮数Z1102半轴齿轮数Z218203模数802M4齿面宽F86703A5F5节锥角121ARCTNZ921RT66节圆直径DE1ME28MMZDE2ME514MM7压力角308节锥距0980992793ABR9轴交角910周节T31416M94211齿工作高HG16M448MM12齿全高H867MM13齿顶高H2951GH20430M153MM21Z714齿根高6781H347622H2115径向间隙CHHG06116齿根角1ARCTAN45201A2ARCTAN6802H17面锥角35901265472118半轴齿轮数根锥角R11245R2225419外圆直径D0D01331D02538820节锥顶点至齿轮外缘距离24101SINHX12202ID21理论弧齿厚S1TS2432MMS2357MM22齿测间隙B008MM23弦齿厚4171XS2136DB3522X232224弦齿高2731XH124COSD1322XR第五章半轴的设计51半轴的的概述从差速器传出来的扭矩经过半轴。轮毂最后传给车轮，所以半轴是传动系中传递扭矩的一个重要零件。普通非断开式驱动桥的半轴，根据其外端的支承型式或受力状况的不同，分为半浮式、3/4浮式和全浮式三种型式。半轴的首要任务是传递扭矩，但由于轮毂的安装结构的不同，非全浮式半轴除受扭矩外，还要受到车轮上的垂向力、侧向力以及牵引力或制动力所形成的纵向力。由于本次设计的选用半浮式半轴。52半浮式半轴的设计计算半轴的主要尺寸是它的直径，设计与计算时首先应合理的确定其载荷。半轴23的计算应考虑以下三种可能的载荷公况1半轴同时受垂直力Z、纵向力X所引起的弯矩XR。对左右半轴来说，垂222直力Z，Z为ZGG4327NL2RLRWGMW满载静止汽车的驱动桥对水面的载荷，N；G汽车加速和减速时的质量转移系数,取12MG侧车轮包括轮毂、制动器等本身对水平地面的载荷，；W对于驱动车轮来说，当按发动机最大转矩及传动系最低档传动比计算所得MAXE的纵向力小X，XI222325NL2RMAXTLR差速器转矩分配系数，取06发动机最大转矩NMMAXI传动系最低档传动比；TL汽车传动系效率，取09T车轮滚动半径，M。R左右半轴所承受的合成弯矩M（NM）MBB64241NM22LXZ）（22RXZTXR60027NM41114MPA1988MPAL2W30DT合成应力5437595MPA24H2半浮式半轴在第二种工况下半轴只受弯矩。在侧向力Y作用下，左、右车轮承受的垂直力Z、Z和侧向2L2R力Z、Z各不相等，而半轴所受的力为L2RZZGGW2G21BHWZZGG2R22124YL2G21BHGYR221式中的“”、“”号的取舍是这样的当侧向力向右作用时，取上面的符号，2向左作用时，取下面的符号。2B驱动车轮的轮距,MMHG汽车质心高，MM；车轮与路面的侧向附着力系数，取1011左右半轴受的弯矩为RBLYM22LZRBRR式中的“”、“”号的取舍同上。G770B013HG550027B1200代入数据得2R2Y398932NZ302775NL2RY423NZ32763N2弯矩为41325NM49233NMMLMR所受应力分别为26348MPA31509MPAR3半浮式半轴在第三种工况下半轴只承受弯矩VKMDBGGW2式中K动载荷系数,取K175代入数据得V830MPADM则5302MPAR故半轴的设计符合要求。25第六章驱动桥桥壳设计61驱动桥桥壳概述驱动桥桥壳是汽车主要零件之一，它既是承载件又是传力件，同时它又是主减速器、差速器及驱动桥传动装置的外壳。在汽车行驶过程中，桥壳承受繁重的载荷，设计时必须考虑在动载荷下桥壳有足够的刚度和强度。为了减小汽车簧下质量以利于降低动载荷、提高汽车的行驶平顺性，在保证刚度和强度的前提下应力求减小桥壳的质量。桥壳还应结构简单、制造维修方便以利于降低成本。在选择桥壳时还应考虑汽车的类型、使用条件、制造条件、材料供应等。62桥壳的结构形式及选择桥壳大体可分三种型式可分式、整体式、组合式。1可分式桥壳可分式桥壳由两部分组成，每部分均有一个铸件壳体和一个压入其内部的轴26管，轴管与壳体用铆钉连接。可分式桥壳制造工艺简单，主见速器轴承的支撑刚性好。但拆装，调整，维修很不方便，轴壳的刚度和强度受到结构的限制，现已很少采用，应用的也多在中小型汽车上。2整体式桥壳整体式桥壳的刚度和强度都比较大。桥壳制成整体式结构后，主减速器和差速器装配总成再用螺栓安装到桥壳上，这种结构对主减速器的拆装，调整都比较方便。按照制造工艺的方法，整体式桥壳又可分为铸造式，冲压焊接式和扩张成形式三种。1铸造式桥壳这种结构的桥壳强度和刚度较大，钢板弹簧座与桥壳壳体铸成一体，桥壳可根据强度要求铸成适当的形状。与冲压桥壳相比，主要缺点是重量大，加工面多，制造工艺复杂等。2冲压焊接式桥壳钢板冲压焊接成型的整体式桥壳具有重量轻，工艺简单，材料利用率高等优点，并适合大量的生产，因此在中小吨位货车和矫车上被广泛采用。由于目前冲压设备有了长足发展，这种桥壳的优点更为突出，有许多重型车的桥壳也已采用了这种结构。3扩张成形式桥壳这种桥壳无论是刚度和强度都比较大，其重量也轻材料还省。但制造这种桥壳需要专用的扩张设备，而这种设备目前国内很少，所以成本太高而不能被广泛使用。3组合式桥壳组合式桥壳是主减速器壳与部分桥壳铸成一体，而后用无缝钢管压入壳体两端，两者间用塞焊方法焊接在一起。它具有较好的从动齿轮轴承的支撑刚度，主减速器的装配调整也较分开式桥壳方便。然而这种桥壳要求有较高的加工精度，它的维修，装配，调整，与整体式桥壳相比仍较复杂。桥壳刚度与整体式相比也较差，常见于轿车，轻型货车的驱动桥壳。鉴于本次设计的车型的实际情况出发，采用组合式桥壳。27第七章后悬架设计71后悬架概述及选择悬架是现代汽车上的重要总成之一，它把车架与车轴弹性地连接起来。其主要任务是传递作用在车轮和车架之间的一切力和力矩；缓和路面传给车架的冲击载荷，衰减由此引起的承载系统的振动，保证汽车行使的平顺性；保证车轮在路面不平和载荷变化时有理想的运动性，保证汽车操纵的稳定性，使汽车获得高速行使能悬架是有弹性元件、导向装置、减振器、缓冲块和横向稳定器等组成。悬架分为独立悬架和非独立悬架。非独立悬架的特点是，左右车轮用一根整体轴连接，再经过悬架与车架连接；独立悬架的结构特点是，左右车轮通过各自的悬架与车架连接。依据本次设计车型，后悬架采用纵置钢板弹簧为弹性元件兼导向机构的非独立悬架，其主要优点是结构简单，制造容易，维修方便，工作可靠。缺点就是平顺性较差，在不平路面上行驶时左右车轮相互影响等。由于前悬架采用的是双横臂式独立悬架，与后钢板弹簧悬架相匹配时能够通过将上横臂只撑承销轴线在纵向垂直平面上的投影设计成前高后底，使悬架的纵向运动瞬心位于有利于减少制动前俯角处，使制动时车身纵倾减少，保持车身有良好的稳定性。2871后悬架设计一1首先做钢板弹簧的设计1满载弧高F1020MMA2钢板弹簧长度LL04055轴距取L0551860MM1023MM3钢板弹簧参数的确定钢板弹簧的总惯性距LKSC/48E（71）O3式中SU型螺栓中心距取76MMK挠性夹紧，取0挠度增大系数0515/104（105）1150NC钢板弹簧垂直刚度（N/MM）C7700/908555FCFWE为